目前, 稱重傳感器研究的主要方向為稱重傳感器的標定工作[1,2]。在稱重傳感器加工輔助裝置研究方面, 戴俊平等[3]設計了一種稱重傳感器誤差標定裝置托盤提升裝置, 申言遠等[4]設計了一種稱重傳感器蠕變誤差檢測裝置。上述學者的研究主要集中在稱重傳感器標定裝置的研制以及開發。稱重傳感器在實際制造環境過程不可避免的存在一些灰塵、油污等污染物, 在傳感器出廠前需要對其進行清理。隨著稱重傳感器設計水平不斷地提高, 鑒于稱重傳感器外形設計的復雜性, 給稱重傳感器的包裝以及清洗維護造成了很大的負擔。目前, 國內部分企業出廠前對稱重傳感器的最后清洗工作仍是由技術工人手工完成, 需要耗費大量的人工和時間。因此, 為了解決稱重傳感器最后清洗包裝自動化程度低的問題, 有必要設計一種稱重傳感器清洗輔助裝置[5,6,7,8]。

本文以四桿機構為基礎設計了一種新型稱重傳感器清洗機, 利用四桿機構實現稱重傳感的壓緊固定, 之后采用高壓氣體對傳感器表面油污進行清理。

1 稱重傳感器清洗機裝置及其工作原理

稱重傳感器清洗機由機架、清洗裝置、固定機構、傳送機構等4部分組成。稱重傳感器清洗機工作原理:在對稱重傳感器進行清潔作業時, 首先將稱重傳感器放置到傳送滾刷上 (其材料為橡膠) , 在電機帶動下不斷用滾刷清掃掉稱重傳感器上面的油污、灰塵;當稱重傳感器運動到整個裝置中部時, 轉動手輪通過四桿機構將稱重傳感器夾緊, 同時上部分滾刷對稱重傳感器上部分進行清掃;當稱重傳感器固定好之后, 上、下氣缸閥門打開, 利用高壓氣體對稱重傳感器殘留的油污、灰塵進行吹洗;最后, 采用人工檢驗清洗是否合格, 如果不合格再重復上述過程。稱重傳感器清洗機裝置整體模型如圖1所示。

圖1 稱重傳感器清洗機整體模型   

1.機架;2.氣缸;3.手輪;4.壓緊裝置;5.滾刷;6.傳動鏈條;7.電機;8.調平裝置;9.氣缸;10.法蘭盤;11.稱重傳感器;12.螺釘

2 預應力模態分析

2.1 機架有限元模型建立

有限元分析時將機架三維模型導入ANSYS Workbench中, 設置好材料參數。稱重傳感器清洗機機架的制造材料采用的是結構鋼, 其密度ρ=7.85 g/cm3, 彈性模量E=2×1011Pa, 泊松比μ=0.3, 屈服強度為235 MPa, 抗拉強度為375 MPa。采用自由網格劃分模式對機架三維模型進行有限元網格劃分[[9,10,11,12,13,14]-14], 得到523 819個節點, 467 923個單元。

2.2 靜力學分析

稱重傳感器清洗機機架的主要參數:長564 mm, 寬400 mm, 高1770 mm, 質量約為98.896 kg。在實際稱重傳感器清洗機工作過程中, 機架要承受上、下兩部氣缸對其約1000 N的壓力, 在網格劃分完成之后, 邊界條件設置時機架調平裝置約束選擇為Static Structural中的Fixed Support (固定約束) 、整體施加重力加速度和氣缸安裝部位施加Force (力) , 方向豎直向下, 大小為1000 N。通過靜力學分析得到了機架在實際工作過程中的變形、應力云圖如圖2所示。

由圖2 (a) 可知稱重傳感器清洗機機架在實際工況下最大位移主要分布在氣缸安裝部位, 且最大變形值為0.326 mm, 變形量較小。由圖2 (b) 可知稱重傳感器清洗機機架在實際工況作用下的最大應力67.588 MPa, 與屈服強度235 MPa相比更小, 安全裕度較大, 滿足強度要求, 表明了稱重傳感器清洗機機架設計結構的合理性。

圖2 機架的變形、應力分布云圖  

2.3 機架預應力模態分析

將靜力學分析結果導入ANSYS Workbench模態分析模塊, 模態求解方法設置為Block Lanczos法, 模態提取階數設置為六階。經過模態分析求解得到稱重傳感器清洗機機架的前六階固有頻率模態振型如圖3所示。

由圖3可以看出, 稱重傳感器清洗機機架模態頻率分布在29.216～102.64 Hz之間, 頻率分布范圍較為集中, 其中第四、五階模態固有頻率比較接近, 從模態振型云圖上可以看出第四、五、六階模態振型中氣缸的安裝部位存在較大變形。因此, 下文將著重研究氣缸安裝部位在諧載荷作用下的變形以及應力分布情況。

圖3 稱重傳感器清洗機機架模態振型圖   

3 諧響應分析

諧響應結果分析時, 以機架氣缸安裝部位為研究對象, 研究氣缸安裝部位X、Y、Z三個方向的位移、應力、應變、速度與外界激勵頻率之間的關系。結合模態分析結果以及綜合考慮機架的實際工作頻率, 最后諧響應分析算法選擇為模態疊加法, 選擇計算頻率范圍為20～120 Hz, 經過諧響應分析得到了氣缸安裝部位X、Y、Z三個方向的位移、應力、應變、速度與外界激勵頻率之間的關系具體情況如圖4所示。

通過對圖4氣缸安裝部位的振動位移、應力-頻率曲線進行進一步的分析總結可以看出, 在曲線圖中某一頻率下, 變形、應力、應變、速度的幅值會發生突變。從圖4 (a) 、 (b) 中可以看出當激勵頻率為34、73 Hz時稱重傳感器清洗機機架上部氣缸安裝部位變形較大, 當激勵頻率為73 Hz時變形量達到峰值, 上部氣缸安裝部位的振動位移為0.232 mm, 下部氣缸安裝部位的振動位移為25 mm。圖4 (c) 、 (d) 中當激勵頻率為73 Hz時機架上部氣缸安裝部位的應力為9.494 6 MPa, 下部氣缸安裝部位的應力值為13 MPa。

結合模態分析結果以及稱重傳感器清洗機機架氣缸安裝部位諧響應結果可以看出, 機架的第四階固有頻率對機架的動態性能影響最大, 73 Hz為其最為敏感的激勵頻率, 為了更好地研究敏感頻率下機架的受力情況, 選取在73 Hz頻率下機架的位移、應力分布云圖, 如圖5所示。

經過對圖5的分析表明當外界激勵頻率為73 Hz時, 稱重傳感器清洗機機架的最大變形發生在上部壓緊機構四桿結構上, 最大變形量為78.6 mm, 應力云圖中機架的最大應力為15 973 MPa, 最大應力值超出了材料的屈服強度235 MPa, 因此, 為了確保稱重傳感器清洗機能夠安全工作, 工作時應確保外界振動頻率分布范圍始終避開上述頻率。

圖4 氣缸安裝部位的振動位移、應力-頻率曲線   

圖5 73 Hz下機架的振動位移、應力云圖   

4 結論

(1) 采用有限元仿真技術得到了機架在實際工作狀態下的應力、變形分布情況, 發現機架的最大應力小于材料的需用應力, 證明了稱重傳感器清洗機機架設計的合理性。為后續的模態分析和預應力模態分析提供了基礎。

(2) 根據實際機架工作條件, 首先對仿真模擬參數進行設置, 在對稱重傳感器清洗機機架進行仿真時忽略了對分析結果影響較小的孔和倒角;其次根據實際機架的受力情況對有限元模型進行了邊界條件設置, 通過模態、諧響應分析得到了稱重傳感器清洗機機架產生共振的頻率分布范圍, 發現當外界振動頻率在34、73 Hz附近時機架的振動幅值較大, 振動較為明顯。因此, 稱重傳感器清洗機機架在實際工作時34、73 Hz是其工作危險頻率, 實際工作時要確保稱重傳感器清洗機遠離危險頻率, 避免稱重傳感器清洗機結構發生破壞。